机械设计基础课程设计作业范例

1、武汉理工大学机械设计基础课程设计报告专业班级：课题名称：设计一用于带式运输机上的单级圆锥齿轮减速器姓名：学号：指导老师：完成日期:、电动机的设计1 .电动机类型选择按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭(自扇)冷笼型三相异步电动机。2 .选择电动机容量(1)计算工作机所需功率PwPW=iooon.=4000X1.2/1000X0.98Kw11Kw其中，带式输送机的效率：iw=0.98(查机械设计、机械设计基础课程设计P131附表10-1)。(2)计算电动机输出功率P0按机械设计、机械设计基础课程设计P131附表10-1查得V带传动效率Tb=0.96,一对滚动球轴承效率vr=0.99,一对圆

2、锥齿轮传动效率刀g=0.97,联轴器效率Xc=0.98。(其中，刀为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V带传动、一对圆锥齿轮传动、两对滚动球轴承及联轴器等的效率)。传动装置总效率为：刀二刀bi12小仆=0.95X0.992x0.97X0.98=0.894,电动机所需功率为:cPw”,c,R=-=4.90/0.894Kw5.48Kw。根据R选取电动机的额定功率Pm使Pm=(11.3)P0=5.487.124Kvu为降低电动机重量和成本，由机械设计、机械设计基础课程设计P212附表10-112查得电动机的额定功率为Pm=5.5Kw。(3)确定电动机的转速工作机主轴的转速nw,即输送机滚筒的转

3、速：nw=601000v=60X1.2X1000/3.14X400r/minD57.30r/min根据机械设计、机械设计基础课程设计P12表3-3确定传动比的范围，取V带传动比ib=24,单级圆锥齿轮的传动比ig=23,则传动比范围比i=(2X2)(4X3)=412。电动机的转速范围为：n=inw=(412)x57.30r/min=230688r/min,符合这一同步转速范围的有750r/min一种。根据同步转速查机械设计、机械设计基础课程设计P212附表10-11确定电动机的型号为Y160M2-8,其满载转速nm=970r/min。此外，电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出。3

4、.计算总传动比并分配各级传动比(1)总传动比nm.i=-=720/57.30r/min=12.57r/minnw(2)分配各级传动比为使带传动的尺寸不至过大，满足ib<ig,可取ib=3,则齿轮的传动比：ig=i/ib=12.57/3=4.194 .计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速m=nm/ib=720/3r/min=240r/minnn=ni/ig=240/4.19r/min=57.30r/minnw=nn=57.30r/min各轴的功率Pi=PmYb=5.5X0.96Kw=5.28KwPn=PiYrYg=5.28x0.99x0.97Kw=5.07KwPw=PuYc=5.0

5、7x0.99X0.98Kw=13.28Kw(3)各轴的转矩各轴的转矩T。=9550且=9550X5.5/720N-m73N-mnO 八cP八c-八,一T1=9550=9550乂5.28/240Nm210.1Nmni 八八P2T2=9550=9550X5.07/57.3Nm845Nmn2Tw=9550Pw/nw=9550x4.92/57.3N-m820N-m(4)将计算的结果填入下表参数轴名称电动机轴I轴n轴滚筒轴转速n(r/min)72024057.357.3功率P(kw)5.55.285.074.92转矩t(nm)73210.1845820传动比i34.191效率70.960.960.975

6、.电动机的草图型号额定功率满载转速起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M2-85.5KW720r/min2.02.0L=7_CIE=.二、带传动的设计由设计任务书条件要求，此减速器工作场合对传动比要求不严格但又要求传动平稳，因此适用具有弹性的饶性带来传递运动和动力。V带传动时当量摩擦系数大，能传递较大的功率且结构紧凑；故此处选择V型梢带轮。带轮材料常采用铸铁、钢、铝合金或工程塑料等，当带的速度v<25m/s时，可采用HT15Q当带速v=2530m/s时，可采用HT20Q当v>35m/s时，则用铸钢或锻钢（或用钢板冲压后焊接而成），传递功率较小时，可用铸铝或工程塑料等材料。带轮的

7、设计准则是，在保证代传动不产生打滑的前提下，具有足够的疲劳强度，带轮的质量小，结构公益性好，无过大的铸造内应力，质量分布要均匀等。1 .确定计算功率Pc=KaP=1.2X5.5=6.6Kw查机械基础P226页表9-7知：Ka=1.22 .确定V带型号按照任务书要求，选择普通V带。根据PC=6.6Kw及n1=720r/min,查机械基础P227页图9-8确定选用B型普通V带。3,确定带轮基准直径(1)确定带轮基准直径根据机械基础P228页表9-8取标准值确定：ddi=140mm(2)计算大带轮直径dd2=iddi(1-e)=(720/240)x140X(1-0.02)mm=411.6mm根据GB

8、/T13575.1-9规定，选取dd2=410mm4 .验算带速v=dd1n1=3.14x140X720/60x1000m/s=5.28m/s601000由于5m/s<v<25m/s,带速合适。5 .确定带长及中心距(1)初取中心距a0=500mm根据0.7dd1dd2%2dd1dd2知：385wa0<1100.(2)确定带长Ld：根据几何关系计算带长得dd1dd2.一Ldo2a0dd1dd2=1900.39mm24a。根据机械基础P226表9-6取相近的标准值Ld,Ld=2000mm(3)确定中心距aa°Ld2Ld0=500+(2000-1900,39)/2mm=

9、549.81mm,取a=550mm;amin=a-0.015Ld=550-0.015X2000mm=520mmamax=a+0.03Ld=550+0.03X2000mm=610mm.6.验算小带轮包角：1 180dd2dd157.3=151.9>120°,符合要求。a7,确定V带根数Z根据ddi=140mmMni=720r/min,查机械基础P224表9-3得：Po=1.75Kw,根据带型和i查机械基础P224表9-4得：APo=0.23Kw,查机械基础P225表9-5得：K%=0.93,查机械基础P226表9-6得：Kl=0.98,Z=Pc/P0(P。PP0)KKL=3,66

10、,取Z=4.8 .确定V带初拉力F0查机械基础P219表9-1彳#:q=0.17kg/m,则Pc/2.5八2F0=500之丁1)qvN=96N9 .作用在轴上的力FqFq=2ZF0sin；=2X4X268.6Xsin151.9/2N=2084.5N10 .带轮的结构尺寸及草图B型V带：节宽bp/mm:14.0;高度h/mm:11.0;截面面积A/mm:138;V带轮：顶宽b/mm:17.0;楔角0:40;每米带长质量q/-1(kgm):0.17。基准宽度bp/mm:14.0;梢顶宽b/mm:17.2;基准线至梢顶高度hamin:3.5;基准线至梢底深度hfmin:10.8;梢间距e/mm:19

11、±0.4;第一梢对称线至端面距离f/mm:12.5;最小轮缘厚度S/mm:7.5;轮缘宽度B/mm:B=（Z-1）e+2f（Z为齿模数）=82mm。in三.减速器齿轮设计设计任务书齿轮传动由主动轮、从动轮（或齿条）和机架组成，通过齿轮的啮合将主动轴的运动和转矩传递给从动轴，使其获得预期的转速和转矩。锥齿轮的传动比恒定，结构紧凑且效率高，工作可靠且寿命长。鉴于齿轮的以上优点因此选用齿轮传动，即圆锥齿轮是两相交轴传动。所以齿轮传动在机械传动中应用广泛齿轮材料要求齿面硬，齿芯也要有韧性，具有足够的强度以及具有良好的加工工艺及热处理性，当齿轮的尺寸较大(da>400mm-600mm或结

12、构复杂不容易锻造以及一些低速运载的开式齿轮传动时，才有铸钢；高速小功率、精度要求不高或需要低噪音的特殊齿轮传动中，也常采用非金属材料。材料：小齿轮40Cr调质后表面淬火处理齿面平均硬度HB=4855;大齿轮45钢调质处理齿面平均硬度HB=217255。1.材料选择及热处理由于结构要求紧凑，故采用硬齿齿轮传动。查机械基础P181表6-3,选择小齿轮材料为40cr,调质后淬火处理，齿面平均硬度HB=53HRC大齿轮选用45钢调质处理，齿面平均硬度HB=250HRC2.参数选择和几何尺寸计算(1)齿数比取小齿轮齿数Zi=20,则大齿轮齿数乙=20X4.19=84,实际齿数比区=ZJZi=4.2,与要

13、求相差不大，可用。(2)齿宽系数两轮为硬齿面非对称布置，0r=b/R=0.284。一般取：取0r=0.250.30,齿宽b<R/3(查机械基础P195表7-2)。(3)载荷系数由于载荷较平稳，且采用硬齿面齿轮，应取最大值，故查机械基础P183表6-5,取K=1.2。3 .确定许用应力小齿轮查机械基础P181表6-3,取(Thi=1080MPa(Tbb1=510MPa,由于承受单向载荷，故(rbb1=510MP杯变；大齿轮查机械基础P181表6-3,用插值法得(TH2=522MPa,(Tbb2=304MPa因受单向载荷，故(Tbb2=304Mp环变。4 .选择精度运输机为一般机械，速度不高

14、，故选择9级精度。5 .根据齿轮强度条件设计（1）按齿面接触疲劳强度设计根据齿面接触疲劳强度，按机械基础P197公式（7-7）确定尺寸d:9550000Pd>yl'0ZL=/呀口4KTi/0.85。r（1-0.5。r）2H=104.05mm式中0r=0.28,按机械基础P183表6-5选载荷系数K=1.2,转矩Ti=9.55X106R/N1=9.55x1065.28/240Nmm=2.仅105Nmm查机械基础P181表6-3（TH1=1080MPa,.问=522MPa钢制齿轮配合：Ze=189.8VN/mmo计算圆周速度v:v=dd1n1=3.14x104.05x240/60X1

15、000=1.31m/s601000（2）按齿根弯曲疲劳强度设计根据齿根弯曲疲劳强度，按机械基础P197公式（7-9）,确定模数m3JkTYf(10.51rZ12f=3.54式中0r=0.28,尸4.2,k=1.2,Yfs为齿形系数，按当量齿数Zv=Z/cosS,查机械基础P185表6-7,得：YF1=Yfs1=4.344,Yf2=Yfs2=4.06;(Tf1=(Tbb1=510MPa(Tf2=(Tbb2=304MPa因为b=0.00852,上二=0.01336,FlF2乂。，故将工代入计算FlF2F2根据机械基础P185表7-1,锥齿大端标准模数m=3.75mmo6.计算齿轮几何尺寸(1)齿数

16、比：-Z2/Z1=84/20=4.2(2)分度圆锥角：051=arctanZ1/Z2=20/84=13233252=arctanZ2/Z1=84/20=763627(3)分度圆直径：d1=mZ1=3.75x20=75mmd2=mZ2=3.75x84=315mm(4)齿顶圆直径：da1=d1+2hacosS1=82.30mmda2=d2+2hacos82=316.74mm(齿顶高ha*=1,顶隙系数c*=0.2,hf=(ha*+c*)m=1.2m=4.5mm,ha=ha*m=3.75mm)(5)齿顶圆直径：df1=d1-2hacosS1=66.25mmy42日释(1=用%m%)(6)锥顶距：R=

17、m/2uZ2+Z22>|=磨mmf(7)齿宽系数：巾R=b/R=0.28(8)平均模数：mm=m(1-0.5巾r)=3.22mm(9)当量齿数：Zv1=Z1/cosS1=20.56Zv2=Z2/cos”=362.66(10)小锥齿齿轮传递的扭矩：T1=9550P1/N1=210.1Nm7 .校核齿面接触疲劳强度按机械基础P127公式（7-6）校核公式:34KYf(10.5r)HH=ZhZeJ4kT/0.851)R(1-0.Z42)d"1=853.03Mpa&<th式中，Zh=2.5,ZE=189.8a/N/mr(|)r=0.28,.=4.2,Ti=2.10x105

18、N-mm因电动机驱动，载荷平稳，查机械基础P183表6-5,取K=1.28 .校核齿根弯曲疲劳强度按机械基础P197公式（7-8）校核公式:bbb=4KTYfs/0.85(j)r(1-0.54r)234KT1YF(10.5m.JU口2)1rZ：=273.15<abb式中，dR=0.28,k=1.2,Yfs=4.344,m=3.75,=4.2,故符合要求。结论：经校核可知，这对直齿圆锥齿轮传动的齿根弯曲疲劳强度和齿面疲劳强度足够。四、轴的结构设计轴扭转强度条件为：Tt=T/Wt=9550000"晒誓<T（部分参数见下表）0.2d轴几种常用材料的Pt及A。值:轴的材料Q235

19、-A20Q257354540Cr、35SiMn3Cr13Tt1525203525453555A)14912613511212610311297应当指出，当轴截面上开有键梢时，应增大轴径以考虑键梢对轴的强度的削弱。对于直径d>100mm的轴，有一个键梢时，轴径增大3%有两个键梢时，应增大7%对于直径dWlOOmm的轴，有一个键梢时，梢时，轴径增大5%7%有两个键梢时，应增大10%-15%然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径只能作为承受扭矩作用的轴段的最小直径dmino综上所述，此轴材料选45号钢，调质处理表面硬度要求217225HBS1 .按扭矩估算最小直径(1)选择轴的材料

20、及热处理，确定许用应力选用45钢并经调质处理，其bb=1080MPqHB=217225。(2)按扭矩估算轴的最小直径主动轴：d1nA0iP一=33.1mm式中C为考虑弯曲影响和材料确定的系数(查机械基础P268表12-5,取C=118考虑轴上键梢的影响，轴径加大5%得d1=33.1X1.05=34.8mm查机械基础P267取标准值d1=40mm从动轴：d2>A0，=52.1mm同理，考虑键梢的影响，并选取标准值d2=55mm2 .轴的复合强度校核(1)确定轴各段直径和长度轴的复合强度校核与轴的支承点间的跨距有关，由下表所示:尺寸项目主动轴从动轴说明外伸端轴径4055应符合轴径标准系列估取

21、安装轴径4560应符合滚动轴承标准系列安装齿轮的轴头直径4666应符合轴径标准系列预选轴承及其宽度B3020930212按锥齿轮受力状态选取类型2124左起第一段，由于安装联轴器，因开有键梢，轴径扩大7魅圆整，取轴径55mm长度84mm为了便于安装，轴端进行2X45°倒角。左起第二段直径取58mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度42mm左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，取轴径60mm长度为34mm左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用，其直径大于第三段轴，取74mm根据整体布局，长度取158mm左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔

22、径，此段的直径取66mm长度取45mm左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径60mm长度取36mm(2)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)图2轴上零件的定位和固定方式(3)从动轴的强度校核首先计算齿轮列和节点的作用力圆周力：Ft=2Ti/dmi=2X210100/64.35N=6529.9N=Ft2轴向力：Fa=Fttanacosssin8i=517.3N=Fa2径向力：Fr=Fttan%/cosS1=2312.1N=Fr2式中，dm1为小齿轮的平均分度圆直径，dm=(1-0.5(|)R)d1=64.35mm危险断面的复合强度校核按下列步骤进行：A.作从动轴的受力简图(图a)B.做

23、轴垂直面(Z)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图b、c)垂直面的支反力：Z2MB=0FrL2FAZ(L1+L2)Fa(d2/2)=0FAZ=RV1=1718.5NEMA=0Fbz(L1+L2)-FrL1-Fa(d2/2)=0FBZ=RV2=593.7NC点稍偏左处的弯矩为：MC1=Mcz1=FazL1=80NmC点稍偏右处的弯矩为：MC2=Mcz2=FbzL2=95NmC.作轴水平面(Y)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图d)水平支座反力：汇MB=0FtL2FAy(L1+L2)=0FAy=RH1=5052.3NEMA=0FBy(L1+L2)-FtL1=0FBy=Rh2=1477.6NC

24、点稍偏左处的弯矩为MCY1=FAYL1=235NmC点稍偏右处的弯矩为MCy2=FBYLi=235NmD.作轴的合成弯矩（图e）C点稍偏左处的合成弯矩为M=J*前y1=248NmC点稍偏右处的合成弯矩为M=Jm裔M孰=153NmE.作轴的扭矩图（图f）-cP2Ti=9550一=845Nmn2F.作出轴的当量弯矩图（图g）该轴单向旋转，扭矩按脉冲循环考虑根据轴的材料，查机械基础P199表12-3,查得其（r-1b=60MPa,（rob=103MPa,则=1"（rob=0.583最大当量在C点处，当量弯矩：Mt=而五TM,审求出：C截面左侧：Mtc1=JM1；+（%MT*=552NmC截

25、面右侧：Mtc2=JMW+（讣T）；=554NmC截面，只有扭矩：Mt=Jk9（%TM=；%T=493NmG.按当量弯矩计算轴的直径（图h）由轴的结构尺寸及M图看出，该轴的危险截面C处（该截面Me最大）和D处（该截面M最小），所以分别计算C、D处直径。计算3c处直4KT1YF(10.55.1dc>/即0.1b-亚：4R)9mn考虑键梢的影响，轴径加大5%:dc=45.19x1.05=47.45mm计算3d处直4KT1YF(10.5r)结构设计时，此处直径为66mml5全dd>3Jup0.11b-1biZ=2347mm考虑键梢的影响，轴径加大5%:dD=43.47x1.05=45.6

26、4mm结构设计时，此处直径为56mm,e全。五、轴承的选择及校核主动轴30209轴承两对，从动轴30212轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。1 .从动轴轴承查相关手册，30212轴承的判断系数e=0.4,当&we时，R=F;Fr当盘e时，R=0.4Fr+YE,Y=1.7。轴承基本额定动载荷6=102KNFr由于减速器为两班制工作，预期使用3年,其寿命：Lh=8X3X300h=7200h(每年按300工作日计算)。(1)绘制轴承计算简图Fsl(2)径向力计算左轴承：FrA=Fri=RV1rH1=5337N右轴承：FrB=Fr2=v'RV2RH2=1592N(3)轴向

27、力计算预选轴承为30212。两轴承在径向载荷作用下，自身产生的附加轴向反力为：Sa=eFr1=0.7X5337N=3735.9NSb=eFr2=0.7X1592N=1114.4N则轴向力分别为：FaAFaB=Sa=3735.9N=Sa=1114.4N(4)判断放松、压紧端FaA+Fa=3735.9+517.3=4253.2N>FaB故，轴承2压紧，轴承1放松。贝UFa1=FaA=807.60N,Fa2=Fab=1114.4N(5)计算当量动载荷左轴承：Fa1-=3735.9/5337=0.7>e,Fr1根据机械设计、机械设计基础课程设计R164表10-38查得Fa1一e=0.4,Y

28、=1.5,则,>e,故当量动载荷为:Fr1Ra=0.4Fa+YEa=0.4X5337+1.5X3735.9N=7738.7N右轴承:Fa2-=1114.4/1592=0.7>e,故当量动载荷为:Fr2RrB=0.4FrB+YFrB=0.4X1592+1.5X1114.4N=2308.4N因Ra>R.b,故按左轴承的当量动载荷计算寿命，即取r=rrA=7738.7N,10(6)轴承寿命校核计算_(fC闩(106/60X57.3)(1啰000(/71738傅)60前大P/P)60120.961.25024.37pp=1573294h>7200h故，所选轴承符合要求。2 .主

29、动轴轴承主动轴轴承的选择计算方法与从动轴轴承的选择计算方法相同，故省略。六、键的选择及校核1 .从动轴键的选择及校核(1)外伸端,查机械基础P245表P245公式(11-1),挤压强(80-10)根据轴径d=55mm,考虑键在轴端安装，故选键GEyT1096键16X10X78。根据材料为钢，载荷平稳(轻微冲击)11-2,(rp=110MPa,查机械基础度为：4T_gp="=4X845x1000/55X10Xdhl=87.8MPa<(tp=110MPa式中A型键：l=L-b=68mm,故该键满足强度要求。(2)与齿轮联接的键根据轴径d=66mm，考虑键在轴端安装，故选键GEB/T

30、B1096键20X12X42。挤压强度为：4T/(tp=前=4X820X1000/66X12X42=98.6MPa<p=110MPa式中A型键：l=L=43mm,故该键满足强度要求。2 .主动轴键的选择及校核主动轴键的选择及校核方法与从动轴键的选择及校核方法相同，故省略。七、联轴器的选择计算转矩Tca=KaT根据工作情况，查表得%=1.5,则Tca=KaT=1.5X820NJ-m=1230Nm根据机械设计、机械设计基础课程设计P174表10-48考虑选用弹性柱销联轴器LX4联轴器GB/T5014-2003。其主要参数如下:公称转矩：2500N-m轴孔直径：55mm质量：22Kg转动惯量：0.109Kg/m2八、减速器附件的选择1 .视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M10紧固2 .油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便